车辆工程毕业设计论文设计一种载重5t的高位自卸汽车【】

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1、 第1章 绪论1.1目的和意义随着经济的发展和技术的进步，以及对提高作业效率的要求日益增高，作为汽车大家族中一个分支的自卸汽车，陆续出现了多种多样的型式；2008年的北京奥运会和2010上海世博会都拉动对自卸汽车的需求，而且大、重吨位的自卸车所占的比例也将进一步增大。因此对现有的各型自卸汽车进行改装设计是非常必要的，尤其在当今节约型社会具有很重要的现实意义。全套图纸，加153893706目前国内生产的自卸汽车其卸货方式为散装货物沿汽车大梁卸下，卸货高度都是固定的。若需要将货物卸到较高处或使货物堆积得较高些，目前的自卸汽车就难以满足要求。为此需设计一种高位自卸汽车，使它能将车厢举升到一定高度后再

2、倾斜车厢卸货。随着经济的发展和技术的进步，以及对提高作业效率的要求日益增高，作为汽车大家族中一个分支的自卸汽车，陆续出现了多种多样的型式。自卸汽车按其载质量的大小可分为超重型、重型、中型以及轻型；按其外形尺寸、总质及能否在公路上行驶，又可分为非公路用自卸汽车和公路用自卸汽车；按其车厢卸货方向的不同，还可以分为后卸式、侧卸式以及三面卸式。目前国内外已经研制成功并投入使用的自卸汽车有超重型自卸汽车、重型自卸汽车、三面卸自卸汽车、高通过性自卸汽车以及液压举升系统自卸汽车等五种类型；其中三面自卸汽车目前应用的比较少，而液压举升系统自卸汽则应用的日益广泛。未来是节约型社会、智能化时代；因此未来的自卸汽车

3、主要是偏重自卸举升机构的创新与智能化，并且具有节约能耗的特点。1.2卸汽车定义、组成、功用自卸汽车是利用本车发动机驱动液压举升机构，将其车厢倾斜一定角度卸货，货物依靠其自重自行卸下，车厢依靠其自重复位的专用汽车。自卸汽车自上世纪初诞生以来，不断发展，日趋完善，以成为当今货物运输的主要专用车之一。自卸汽车按用途可分为两类：一类为矿用自卸汽车，属于非公路运输车；另一类属于公路运输的轻（23.5t）、中（48t）、重型（812t）自卸汽车。公路运输用自卸汽车按是否具有特殊功用可分为普通自卸汽车和专用自卸汽车。普通自卸汽车有两大部分组成，即二类汽车底盘和倾卸装置。其中倾卸装置是自卸汽车的主要结构部分。

4、其主要组成如下：典型的倾卸装置结构如图1.1所示。 专用自卸汽车是在普通自卸汽车的基础上增设特定的机构来实现自己的功能，以达到特定的目的，因此结构上专用自卸汽车比普通自卸汽车复杂。图1.1普通自卸汽车结构组成1-液压倾卸操纵装置；2-倾卸机构；3-液压油缸；4-拉杆；5-车厢；6-后铰链支座；7-安全撑杆；8-油箱；9-油泵； 10-传动轴；11-取力器 缸；目前，国内生产的载货自卸汽车多为普通自卸车，其卸货方式为散装货物沿汽车大梁卸下，卸货高度都是固定的。若需要将货物卸到较高处或使货物堆积得较高些，就难以满足要求。为此需设计一种专用自卸汽车高位自卸汽车，它是装备有车厢高位举升和倾卸机构两套装

5、置，能将车厢举升到一定高度后倾卸物料的自卸汽车，适合于高货台卸货。其外形如图1.2所示。图1.2 高位自卸汽车高位自卸汽车的高位倾卸动作循环方式有两种：其一，首先将处于原始水平位置车厢平移举升到一定高度，保持位置不变，再将车厢倾卸一定角度卸货。卸货完毕，车厢恢复高位水平位置，最后平移下降到原始位置。其二，按上述程序，车厢高位倾卸后，车厢的两种复位动作（即角度复位和平移下降复位）同步进行。1.3国内外高位自卸汽车的发展概况我国自卸汽车生产始于20世纪60年代初，经过40多年的发展，尤其是在20世纪80年代以后通过技贸结合与合作生产方式，从国外引进若干先进的自卸汽车制造技术，并在此基础上形成以若干

6、大型汽车制造厂为主体的机械传动式自卸汽车生产企业集团。公路用自卸汽车的装载质量从220t、矿用自卸汽车装载质量从20154t以下基本形成完整的专用汽车系列，为我国自卸汽车的腾飞打下了坚实的基础。当然，除普通自卸汽车以外，专用自卸汽车的生产也得到了一定的发展，尤其是新世纪以来，随着我国社会经济和交通环境的改善，各行业对专用汽车尤其是工程系列专用汽车的需求越来越大。专用汽车将跟更加注重行业化、专用化、系列化。自卸汽车生产企业无论是在数量上还是在质量上都得到了空前的发展，全国生产和改装汽车的企业由最初不足11家发展到1989年的113家，到1998年的721家，占全国汽车生产企业的86.4%，其中改

7、装车厂632家，主机（整车制造）厂92家。专用汽车企业的性质和生产模式也都发生较大改变。由原有分散的中、小型国有企业，通过联合、兼并、重组、民营等手段形成了企业的集团化、大型化。以前“小而全”的生产格局也不复存在，自卸汽车的生产模式将朝着单一种类、系列化、多品种的专业化模式发展。国外自卸汽车生产始于20世纪30年代，比我国早30多年在其后70多年的发展过程中，其结构不断改进，整车性能已有很大提高。为提高自卸汽车的科技含量，追求高附加值，各国更是不断采用先进技术，其主要表现以下几个方面：全面提高自卸汽车内在质量和使用性能；随着使用范围的不断扩大、用户要求的不断提高，自卸汽车正朝者多品种、系列化、

8、小批量的方向发展；在制造加工方面，自卸汽车朝着底盘生产专业化、零部件生产专业化、工艺专业化和辅助生产专业化方向发展；广泛采用计算机辅助设计，以提高设计的质量和缩短设计研制的周期；在材料配置上，将更多地采用高强度铝合金、不锈钢、工程塑料和聚合材料等。目前，自卸汽车以形成自己独特的结构与车型系列。高位自卸车作为自卸车家族的重要组成，多品种、小批量也是其一大特点。高位自卸汽车生产的另一个特点是零部件专业化生产，大部分专用汽车厂实际是一个总装厂。其产品按结构分工或组织专业化协作生产如自卸车油缸，副车架等均有个专业厂集中生产。目前，高位自卸汽车的市场占有量还很小，但随着我国经济的发展，各种大型项目的实施

9、，高位自卸汽车的市场需求量会逐渐增大，可以预见，在今后一段时间内市场需求将得不到满足。1.4高位自卸汽车发展方向与前景 随着国民经济的快速增长，加入WTO后市场的开放，西部大开发战略的实施，北京申奥的成功，东北三省的振兴等，无不在预示着专用汽车发展新机遇的来临。2001年北京申奥成功，北京就决定在5年内对城市基础设施建设投入1800亿元资金，重点项目达142个，因此，近几年，北京将是中国最大的专用汽车市场。西部大开发，将促进西部地区专用汽车市场的有效增长，西部地区基础设施建设投资达7000亿，10年内将修建公路35万公里。专用汽车有着较大的市场发展空间。诸如“西气东输”、“西电东送”、“南水北

10、调”、青藏铁路及国内几条高速公路建设等大型项目的正式启动，给专用汽车市场特别是重型专用汽车市场注入了巨大活力。任何大工程的启动都需要工程机械的参与，高位自卸汽车将会在这些大型舞台里扮演重要的角色。为使高位自卸汽车能够在不同工况下圆满的完成工作的需求，经过调查、研究，我国高位自卸汽车的品种开发还应从以下方面努力：进一步发展和完善中型高位自卸汽车；进一步开发自装卸机构，以适应农业等部门的需求；进一步提高高位自卸汽车的技术含量以追求其高附加值等。在以经济建设为中心的大环境里，在世界经济复苏的浪潮中。高位自卸汽车发展前景将是一片美好的，但是机遇与挑战是并成的，只有抓住机遇迎接挑战，才能实现我国专用汽车

11、事业的真正腾飞。1.5本次设计的主要内容本设计的目标是设计一种载重5t的高位自卸汽车，其性能参数与所选底盘车接近。高位自卸汽车是装备有车厢高位举升机构和倾卸机构两套装置的载货自卸汽车。因此本设计主要研究的内容有：车厢高位举升机构的设计计算、车厢倾卸机构的设计计算、液压传动装置设计计算选型，并进行二类底盘的选择、主要参数数据齐备、进行二类底盘选型分析、产生具有实践意义的选型总结；然后进行车辆的总体布置和性能分析，并用总布置草图表达主要底盘部件的改动和重要工作装置的布置；最后通过正确的计算，完成部部件设计选型，达到工艺合理、小批量加工容易、成本低、可靠性高的设计要求，并附之以总装配图，清楚表达设计

12、。第2章 高位自卸汽车设计计算2.1高位自卸汽车升高机构设计与分析在高位自卸车改装设计中对升高机构设计要求如下：1）能将满载货物(4t)的车厢在比较水平的状态下平稳地举升到一定高度。2）在卸货过程中要保证汽车具有足够的稳定性。3）在举升过程中可在任意高度停留卸货。2.1.1L型举升机构图2.2 车厢举升装置原理图图2.1L型高位自卸汽车 L型高为自卸汽车，是一种常见的高位自卸汽车，如图2.1所示，图2.2为其车厢举升机构示意图，L形杆BIC一端与铰链B相联（铰链B通过竖直杆固定在车架上），一端与车厢底部的铰链C相联，同时其上绞接一液压油缸2，液压油缸2另一端与车厢底部的铰链相联。举升时，液压油

13、缸1伸长，推动L形杆BIC绕铰链B逆时针转过角度，使C端上升；与此同时，同步液压油缸2也联动工作，使车厢也转过角度，从而使车厢在上升过程中保持水平。随着BIC杆的转动，C点后移，同时带动车厢后移，当点与B点等高时，后移量达到最大。 L型高位自卸汽车的举升机构的优点有：1）该机构充分利用了车厢前面的空间，使车厢底部的机构变得简单；2）该机构克服了后移量过大的缺点，机构的尺寸也较小。 L型高位自卸汽车的举升机构的缺点有：1）该机构最大的缺点在于车厢全部重量均有L形杆BAI承担，由于IC很长，所以BAI受到很大的扭矩作用。这就对L形杆的强度提出很高要求，同时也限制了车厢的装载量。2）液压缸1和液压缸

14、2需要联动工作才能保证车厢的水平，使控制机构复杂。图2.4平行四边形举升装置图2.3 升降式自卸汽车3）液压油缸的推程较大。2.1.2 平行四边形举升机构采用平行四边形的车厢举升装置的自卸汽车如图2.3所示，其工作原理图如图2.4所示。它利用油缸OE驱动平行四边ABCD组成的连杆机构，即可实现车厢的平移升降，但在升降过程中，车厢的纵向位移比较明显。事实上该车就是在普通自卸汽车的基础上加装了平行四边形举升装置，适合于高台卸货或车辆之间装卸货物。平行四边形举升装置的优点有：1）结构简单，易于加工、安装和维修；2）能够保证车厢在举升和下降过程中保持水平，稳定性好；3）液压油缸较小的推程能够完成车厢较

15、大的上移量。平行四边形举升装置的缺点是：车厢上移时，其后移量很大，为了保证车厢举升到最大高度时，其最大后移量不超过设计要求，需将杆AD、BC做的很长，甚至大大超过了车厢的长度，在稳定性和较小后移量上很难两全，因此，在工程实际中利用较少图2.6 后移量分析原理图图2.5 剪式举升装置(1)2.1.3 剪式举升机构如图2.5所示，该举升机构是由长度相等的两杆AC和BD彼此铰接于E点；AC杆的A端与水平的液压油缸拉杆铰接，并可在滑槽内移动；BD杆的B端与车厢底部为滑动铰接。当液压油缸拉杆右移时，车厢上升，同时向后移动；液压油缸拉杆左移时，车厢下降，同时向前移动。下面来具体分析一下车厢的后移原理：如图

16、2.6所示，设AE=BE=a，CE=DE=b，举升前，举升后，则有上移量：后移量：化简后得可见，后移量与a，b的差值有关，故采用此种布置形式时，铰接点E不能为两杆的中点。图2.7剪式举升机构装置（2）采用此种布置时，会使CD的距离较小，影响了车厢工作时的稳定性，特别是在车厢翻转卸货时，这种影响尤为显著。为了消除这种影响，将E取为两杆的中点，同时，为了使车厢在上移时能够逐渐后移，需要将C点换成滑动铰接，而D点换成固定铰接。如图2.7所示：此时，由于E取为两杆的中，所以在车厢上移过程中，A与D，B与C始终在一条直线上；同时由于液压油缸的作用，拉动A点向后移动，因此，D点也随之向后移动使整个车厢也向

17、后移动。设AC=BD=1，举升前，举升后，则有：上移量： 后移量：该剪式举升机构的优点有：1）结构简单，紧凑；2）能够很好的协调车厢上移量与后移量之间的关系，满足工作要求；3）机构的受力情况较好，汽车工作稳定性容易得到保证。这种剪式机构的缺点是液压缸水平布置时，在举升初始阶段，传动角较小，不利于工作。图2.9 剪式举升机构（4）图2.8 剪式举升机构（3） 根据以上缺点，可以将液压缸改为竖直布置的形式，同时将A、B两点互换，使A点固定连接，而B点滑动连接，如图2.8和图2.9所示。图2.10升降式装卸汽车改进后的剪式机构优点是将液压缸竖直布置后，可以很好的解决举升机构传动角过小的问题，而且，它

18、也具有，结构简单紧凑等优点，更改连接方式以后，在整个举升过程中车厢无后移量。但是它的缺点跟它的优点一样明显，要实现较大的传动角，那么液压缸的推程就需要很大，甚至多级举升都不易实现，而且车厢不举升时，能供液压油缸布置的地方较小。实际应用如图2.10所示。为此，可以将液压缸改为斜向向布置，即液压缸布置在剪叉机构的右侧，如图2.9所示。将液压缸布置在右侧，不但可以很好的就解决机构传动角小的问题，而且结构紧凑，所用液压缸的活塞推力也较小，因此可以选用直径较小的液压油缸但具有与上面同样缺点，油缸推程较大，但它可供布置的地方较大，布置更灵活。2.2 倾卸机构的设计与分析现代自卸汽车倾卸机构主要分为两大类：

19、直推式和杆系倾卸式，它们均采用液压作为举升动力。倾卸机构主要由倾卸杆系机构、车厢和副车架组成。其功能是承载物料，并在液压系统的驱动下完成倾卸动作。高位自卸汽车改装对倾卸机构的设计要求如下：1）利用连杆机构实现车厢的翻转，其安装空间不能超过车厢底部与托架大梁间的空间。2）结构要紧凑，可靠，具有很好的动力传递性能。3）完成倾卸后，要能够复位。2.2.1油缸直推式图2.12单缸直推式倾卸机构油缸直推式倾卸机构的示意图如图2.12所示，这种机构结构简单紧凑、举升效率高、工艺简单、成本较低。采用单缸时，容易实现三面倾斜。另外，若油缸垂直下置时，油缸的推力可以作为，车厢的举升力，因而所需的油缸功率较小。但

20、是采用单缸时机构横向强度差，而且油缸的推程较大；采用多节伸缩时密封性也稍差。典型车型有 1）单缸：前置斯太尔1291.280/K38、玛斯-5511；后置斯太尔991.200/K38、CA340。2）双缸：QD351、EQ340。2.2.2 杠杆平衡式（油缸后推杠杆组合式）图2.13杆系倾卸机构（1）油缸后推杠杆组合式倾卸机构的示意图如图2.13，这种机构具有结构紧凑，横向刚度比较好，举升时转动圆滑平顺，杆系受力比较小，举升过程中油缸的摆动角度很小，油缸的行程也比较短等优点。但因为机构集中在车后部，车厢底板受力大，给车身的整体布局带来一定的困难，而且，在推杆推动车厢翻转时，车厢倾翻轴支架的水平

21、间内力非常大，因此，对材料的要求比较高。典型车型举例：日产PTL81SD。2.2.3 油缸前推连杆组合式（马勒里举升臂式）图2.14杆系倾卸机构（2）油缸前推连杆组合式倾卸机构的示意图如图2.14所示，这种机构横向刚度较好，举升时转动圆滑平顺，三脚架推动车厢举升时，车厢倾翻轴支架的水平反力比较小，车架底部的受力也比较均匀。但是油缸在车厢翻转过程中摆动角度较大，且活塞行程稍大。典型车型举例：五十铃TD50ALCQD、QD362。2.2.4 油缸后推连杆组合式（加伍德举升臂式）图2.15杆系倾卸机构（3）油缸后推连杆组合式倾卸机构的示意图如图2.15所示，该机构结构比较紧凑，横向刚度较好，油缸的推

22、程小，举升时转动圆滑平顺。但举升力系数大，举升臂(三角架)较大。典型车型举例：五十铃TD50A-D、QD352、HF352。2.2.5 油缸浮动连杆式（强力型）图2.16杆系倾卸机构（4）油缸浮动连杆倾卸机构示意图如图2.16所式，该机构结构紧凑，横向刚度较好,举升时转动圆滑平顺。油缸进出油管活动范围大，油管长，副车驾受力改善，举升力系数较小。但该机构结构比较大，油缸固定在节点上，从而使杆件刚度要求较高。而且油缸转动角度过大。典型车型举例：YZ-300。2.2.6 前推杠杆组合式图2.17 杆系倾卸机构（5）（五）前推杠杆组合式倾卸机构示意图如图2.17所示，该机构横向刚度好，举升时转动平顺圆

23、滑，在举升过程中，举升力小，构件受力改善。但油缸的行程过大，偏摆角大。典型车型举例：SX360。2.2.7 俯冲式图2.18 杆系倾卸机构（6） 俯冲式杆系倾卸结构简单，造价低，横向刚度好，举升转动圆滑平顺。但油缸必须增大容量。典型车型举例：73型。直推式与杆系组合式两大类倾卸机构各项性能比较祥见表21从以上几种方案分析中可以看到直推式和杆系倾卸式具有的共同特点，它们均采用液压作为举升动力。 不同的是直推式是利用油缸直接举升车厢实现起倾卸，油缸推动力直接作用在车厢上，不需要杆系作用；而杆系倾卸式的倾卸机构由连杆、三角架或推杆等组成。不同的倾卸机构的布置和组成也不相同，但他们都具有举升平顺，举升

24、刚度好，使油缸行程成倍增大，可采用结构简单、密封性好、易于加工的单缸，布置灵活多样等优点。定锁压板2，迫使压板2连同联接在它上面的带四角形凸轮的转轴一起围绕销3沿顺时针方向旋转，利用凸轮压迫橡胶块所产生的反力将滚子夹紧，使车厢与托架保持可靠。 第3章 高位自卸汽车设计计算3.1 高位自卸汽车底盘的选择根据我国目前生产的各类型专用车辆的基本模式，大多是为了满足国民经济某一服务领域的特定使用要求，主要是在已定型的基本车型底盘的基础上，进行车身及工作装置的设计，与此同时对底盘各总成的结构与性能进行局部的更改设计与合理匹配，以达到满足使用需求的较为理想的整车性能。因此，专用汽车性能的好坏直接取决于专用

25、汽车底盘的好坏，通常专用车辆所采用的基本底盘按结构分可分为二、三、四类底盘。二类底盘是在整车基础上去掉货厢，三类底盘是从整车上去掉驾驶室与货厢，四类底盘是在三类底盘的上去掉车架总成剩下的散件。汽车底盘的选择主要是根据专用汽车的类型、用途、装载质量、使用条件、专用汽车的性能指标、专用设备或装置的外形、尺寸、动力匹配等决定，目前，几乎80%以上的专用车辆采用二类底盘进行改装设计。采用二类汽车底盘进行改装设计工作重点是整车总体布置和工作装置设计，对底盘仅作性能适应性分析和必要的强度校核，以确保改装后的整车性能基本与原车接近。 在汽车底盘选型方面，一般应满足下述要求；1）适用性对于专用改装车底盘应适用

26、于专用汽车特殊功能的要求，并以此为主要目标进行改装造型设计。2）可靠性所选用汽车底盘要求工作可靠，出现故障的几率少，零部件要有足够的强度和寿命。且同一车型各总成零部件的寿命应趋于平衡。3）先进性应使用整车在动力性、经济性、操纵稳定性、行驶平顺性及通过性等基本性能指标和功能方面达到同类车型的先进水平的汽车底盘。而且在专用性能上要满足国家或行业标准的要求。4）方便性所选用的底盘要便用于安装、检查保养和维修，处理好结构紧凑与装配调试空间合理的矛盾。在选用底盘时，除了上述因素外，还有以下两个和重要的方面，一是汽车底盘价格，它是专用汽车购置成本中很大的部分，一定要考虑到用户可以接受。这也涉及到专用汽车产

27、品能否很快的占有市场，企业能否增加效益问题。二是汽车底盘供货要有来源，所选用的底盘在市场上必须具有一定的保有量。 表3-1 EQ1090和CA1091底盘参数主要参数车型大装牌DLZ3091JDH美发MG3090D装载质量（kg）45004500整车整备质量（kg）48004590总质量(kg)93009275底盘型号CA1091EQ1090车厢尺寸（长*宽*高）mm4200*2300*5503300*2170*530轴距(mm)40503950最小离地间隙(mm)265265发动机型号CA6102EQ6100-1最高车速(km/h)9090最小转弯半径(m)88最大爬坡度28%28%百公里油

28、耗26.526.5制动距离（m/30km/h）88车胎类型与规格9.00-209.00-20从上表中，可以发现CA1091与 EQ1090在整体性能上差不多，且市场价格和在市场上的占有率都差不多，因此，这两种底盘无论那一个都是上佳选择，因为是CA1091底盘更适合于高位自卸汽车改装设计，所以选择CA1091底盘作为本次设计汽车所用底盘。 1）尺寸参数的确定高位自卸汽车与普通自卸汽车一样，都是在二类底盘的基础上进行改装而成，主要尺寸参数原则上应于原车底盘尺寸相同，保证性能参数与原车基本保持不变。 2）质量参数的确定： 额定装载质量因为高位自卸汽车比普通自卸汽车多加了一套升高装置，所以装载质量应比

29、普通自卸汽车小，根据大装牌DLZ3091JDH车装载质量为4500kg，所以初定额定装载质量为4000kg。 整车整备质量整车整备质量是指专用汽车带有全部工作装备及底盘所有附属设备。加满油和水，但未载人和载货时整车质量。参考同类普通自卸汽车的整车整备质量在此基础上在增加车厢升高装置的质量，便可估算高位自卸汽车的整车整备质量。大装牌DLZ3091JDH车整车整备质量4800kg,因为在本次设计选用的车厢尺寸有较大的变化，选用的是35002400530，因此整车整备质量比大装牌DLZ3091JDH车相对较小，取为4700kg。即高位自卸汽车整车整备质量为：kg （3）总质量 总质量计算公式为：kg

30、式中乘员质量（kg），按每人65kg计。高位自卸汽车轴载质量分配应基本接近原车底盘要求。为补偿车厢升高时，其质心略向后移，整车质心位置可比同类普通自卸汽车的质略向后移。当高位自卸汽高位自卸时，应对高位工况的轴载质量分配工作专门分析计算。3.2高位升高机构的设计计算剪式举升机构是常见的高位举升机构，该机构采用长度相等的支撑杆CE、FD彼此铰接于中心B点，且DF杆的D点与车厢底架为滑动铰接，并可在滑槽内移动；CE杆的C端与车架上的滑槽滑动铰接。当液压油缸在举升工况时，推动车厢上升；液压油缸在下降工况时，车厢下降。如图3.1所示。 3.2.1 高位升高机构的运动学分析在举升过程中机构采用两个相同的液

31、压油缸进行支承，其运动力学分析见图3.1，由于此机构为平面运动，可用瞬时速度中心法求解活塞运动速度。图3.1 运动分析机构简图杠FD上D点、A点的瞬时转动中心都为F点，这样D点的运动速度： （3-1）A点的运动速度：台面升降速度：A点的运动速度： （3-2）活塞运动速度： （3-3）式中 3.2.2高位举升机构动力学分析图3.2动力分析机构简图考虑整个剪叉机构为平衡对象，铰链的约束为理想约束，台面荷重W及液压缸活塞推力P为主动力，依虚位移原理可知，所有作用在该质点系的主动力在任何虚位移中所做的虚功之和等于零。即取图3-2所示的坐标轴，可得： （3-4）由图3.2分析可知：，经变分运算后得：代入

32、式3-4，整理后得活塞推力 （3-5）这就是活塞推力与台面荷重的关系式。由此式可见，在给定台面荷重W的情况下，活塞推力P随a，B角变化而变化，而a，B角与结构尺寸a，b，l及升程h有关。所以，根据设计要求的荷重和剪叉机构的结构尺寸，即可求出在整个升程范围内液压缸活塞的推力，以确定出液压系统的工作压力。验证（3-3）式和（3-5）式的正确性，可从机械能守恒原理来证明，即当起始角为最小值时，活塞推力P为最大值，这便是确定液压系统最高工作压力的依据。而台面升降速度V的变化范围较小，可以满足工程设计的要求，如要进一步减小升降速度的变化范围，可通过适当调整结构尺寸a，b，l来实现。因此，校核计算时只需要

33、校核在最低位置时参数就行了。3.2.3举升机构参数的确定与校核剪叉机构的结构尺寸：a=500mm，b=100mm，l=1460mm，考虑到超载的因素，因此计算台面荷重应有一定的安全系数，即台面荷重：N1) 油缸与活塞初始长度：mmmmmm2) 油缸推力： N由于剪叉机构由两个相同的液压油缸同时提供的，因此单个液压油缸的推力为:N 3) 销轴的校核：（图3.3为剪叉臂受力简图）N图3.3剪叉臂受力简图整体考虑对O点取矩： N中心销B所受力：NN底座销O所受力：NNN销轴均用45钢制造，作调质处理，其屈服强度为=335MPa，选择安全系数为2，其许用剪切应力=0.5=167.5Mpa。与油缸联结的

34、销轴的直径为30mm，其最大剪切应力为：MPa底座销轴的直径为40mm，其最大剪切应力为： MPa 中心销轴的直径为40mm，其最大剪切应力为： MPa 销轴都有足够的抗剪切能力。 4）剪叉臂的校核由图3.3可知对剪叉臂上段受力最大，剪叉臂初选碳素合金钢Q345(16MnL)的方型钢管，其截面尺寸为100508，经有限元分析发现其在D点（图3.2）时变形最大，为1.7mm（参考黄考考高位自卸改装汽车静力学分析与有限元优化设计），在从平台安全性、稳定性和节约材料等多方面考虑，将剪叉臂的最大变形量设置为10mm，这样高位升高机构该剪叉臂就符合要求了。5）托架的校核在举升过程中托架基本上被内外剪叉臂

35、分为三段，托架采用两侧立的16槽钢，宽为900mm承受均布载荷，材料为Q345(16MnL)如图3.4所示，此托架最大变形量为0.019m，为了增加上平台的稳定性只要将其最大变形量控制在30mm以内就可以。因此此托架完全可以满足要求。图3.4 托架3.3 高位倾卸机构的设计计算3.3.1 举升工作原理D式举升机构又称后推式连杆放大举升机构。具有工作原理见图3.5。该举升机构由举升油缸OB、三角臂ABC、拉杆OA构成。工作状态下油缸充油使活塞杆OA一边旋转一边升高。三角臂通过铰接点C使货厢绕后铰接点K翻转，实现货厢举升卸货。当卸货完成后，液压操纵手柄扳到“下降”位置，车厢在自重作用下使油缸回油并

36、复位。3.3.2 受力分析图3.5 D式举升机构示意图D式举升机构的油缸P通过三角臂DBK间接作用到货厢上。油缸两端通过铰链A、B分别与车架、三角臂相连。拉杆两端通过铰链A、K分别与车架、三角臂相连。三角臂通过铰链D与货厢相连。图3.6中受力与结构参数示意为：三角臂对货厢举升力；货厢对三角臂的举升阻力；货厢及货物总重，假设货物在货厢中均匀分布，且在举升中重心恒定；油缸对三角臂推力；拉杆对三角臂拉力；推力与夹角，即；推力与拉杆夹角，即；推力与夹角，即；三角臂结构参数，即；油缸推力与拉杆夹角，即；铰点、间距离；铰点、间距离；铰点、间距离；拉杆的长度； 图3.6 D式举升机构受力简图三角臂边长；三角

37、臂边长；车厢举升角；油缸与垂线夹角；与车厢底面夹角；与大梁平面夹角； 1）三角臂对车厢翻倾力F的计算以三角臂为分离体，作用于其上的三个力、与构成平面汇交力系，三力作用线必通过A点，且=。 在以车厢为分离体，不计各铰链处摩擦阻力矩，对铰点取矩，即则： （3-6） 在中： （3-7）又有： 得： （3-8）由式（3-7）和式（3-8）可得： （3-9） 由式（3-6）及（3-9），对于任一个给定的车厢举升角，都可求出三角臂所能产生的翻倾力的大小以及与水平线夹角（+）。并可由式（3-8）计算出每一举升角所对应的值。 2）油缸行程计算在中：得： （3-10）又 得： （3-11）在中： （3-12）

38、由式（3-10）及（3-12），可求出每一举升角所对应的值。若设最小举升角对应油缸长，最大举升角对应油缸长为，则油缸行程为： （3-13） 3）油缸推力计算在中： (3-14)以三角臂为分离体，忽略各铰接处摩擦阻力矩，对点取矩，即，则： 由于 =得 （3-15） （3-16）由有式（3-15）与式（3-16）便可求出油缸推力P和油缸与垂线夹角 4）拉杆拉力计算以三角臂为分离体，忽略各铰链处摩擦阻力矩，对点取矩，即，则 由于 = （3-17）与水平面夹角 （3-18）由式（3-17）及式（3-18）便可求出拉杆拉力及相应夹角。3.3.3倾卸机构受力计算由于油缸最大举升力及最大拉杆拉力均出现在的初

39、始位置，所以计算受力时时，只要计算初始位置（时）即可。已知参数如下：mm， mm， mm， mm， mm mm， mm， mm，由图中结构可知： mm mm ！）三角臂对车厢翻力的计算当时，由公式（3-7）可得：mm由公式（3-9）可得：2）油缸行程计算由式（3-10）、（3-11）和（3-12）可得当时，mm3）油缸推力计算由式（3-14）、（3-6）、（3-15）（3-16）可得：当时，NN4）拉杆拉力计算由式（3-17）（3-18）可得：当时，N3.3.4 倾卸机构参数校核计算1）三角臂的校核选用经过调质处理10mm厚的Q345优质碳素结构钢的钢板，两个相同的三角形钢板中间通过三根轴销连

40、接，销轴材料选用45经过调质处理优质碳素结构钢，为改装设计时具有通用性，销轴直径统一选用30mm，外套一个外径40mm屈服强度为=335MPa，选择安全系数为2，其许用剪切应力为：=0.5=167.5Mpa，剪叉臂的剪切应力为：=0.5=167.5Mpa。三角臂销轴受最大剪切力：MPa2）拉杆的校核拉杆选用45优质碳素结构钢薄钢板，截面尺寸为7mm40mm。最大剪切力为：mm至此倾卸机构的参数就确定并校核完成了。第4章 液压系统设计4.1液压系统设计分析自卸车所采用的油泵、油缸、液压阀等液压系统元件均为高度标准化、系列化与通用化且由专业化液压件厂集中生产供应。因此在自卸车改装设计中只需要进行液

41、压元件选型计算。其主要内容包括油缸的直径与行程、油泵工作压力、流量、功率以及油箱容积与管路内径等。4.1.1油缸选型与计算 作为液压系统执行元件的油缸分为活塞式和浮拄式两类。活塞式均为单向作用，其缸体长度大而伸缩长度小、使用油压低（一般不超过14MPa）。浮拄式为多级伸缩式油缸，一般有25个伸缩节，其结构紧凑，并具有短而粗、伸缩长度大、使用油压高（可达35MP）,易于安装布置等优点。浮拄式油缸又分为单向作用式与双向作用式。双向作用式用油压辅助车厢降落，因此工作平稳，降落速度快。直推式倾卸机构多采用单作用多级油缸；而杆系组合式倾卸机构多采用单作用单级油缸。1. 油缸直径确定油缸选型主要依据自卸车

42、翻倾机构所需的最大举升力以及最大举升角。按照前者计算确定缸径；按照后者确定油缸工作行程。最大举升力 N （4-1）式中：系统效率，通常按=0.8； 液压系统额定工作压力（MPa），可按10MPa、13.6MPa、15.7Mpa 、20.6Mpa、35Mpa等档次选取,越高，对密封要求也越高，成本亦随之上升。2. 油缸工作行程确定 m （4-2）式中：在最大举升角时举升油缸两铰点间距离，m； 在举升角时油缸两铰点间距离，m。4.1.2油泵的选型计算自卸车常用油泵分为齿轮油泵与柱塞泵两类。齿轮泵多为外啮合式，在相同体积下齿轮泵比柱塞泵流量大但油压低。柱塞泵最大特点是油压高（油压范围1635MPa）

43、，且在最低转速下仍能产生全油压，固可缩短举升时间。中轻型自卸车上多采用齿轮泵，常用系列有CB、CBX、CG、CN等。重型自卸车常采用柱塞泵。1. 油泵工作压力： MPa （4-3）式中：油缸最大举升力，N; 油缸横截面积，m2。2. 油泵理论流量 L/min (4-4)式中：油缸最大工作容积（m3），按下式计算： L、之单位均为m；举升时间，s，一般要求20s；液压泵容积效率=0.850.9。3. 油泵排量 ml/r (4-5)式中：油泵流量，L/min； 油泵额定转速，r/min。4. 油泵功率 （4-6）式中：油泵最大工作压力，Pa； 油泵额定流量，m3/s； 油泵总效率=0.8。 按以上

44、各式算出、后，即可从标准油泵系列中选取所需油泵型号。4.1.3 油箱容积与油管内径计算1油箱容积计算一般要求油箱容积不得小于全部工作油缸工作容积的三倍，即： （4-7）2. 油管内径计算：由 高压管路内径 （4-8）式中：油泵理论流量，L/min；高压管路中油的流速3.6m/s；低压管路内径 （4-9）式中：低压管路中油的流速1m/s。4.2液压系统参数计算4.2.1油缸选型确定由公式（4-1）、(4-2)可知：！）升高机构油缸： m m2）倾卸机构油缸： mm根据L,d计算结果，举升有缸选用多级油缸3TG-E150*1800，倾卸油缸选用单级油缸DJ-J100CE1E。4.2.2 油泵选型确

45、定液压缸工作容积计算： L油泵流量： L取力器速比：=1.253举升时发动机转速 r/min油泵转速 r/min油泵每转流量:mL/r根据以上计算结果，选取CB_FC20型齿轮泵，其性能参数如下：额定排量=20mL/r17.4(实需排量)额定压力=16MPa（实际使用油压）额定转速=2000r/min1596r/min(实际转速)旋向：左旋该泵所需功率kW4.2.3分配阀选型 根据本车的使用条件与要求，选用通用性强、可靠性好、维修方便的机械操纵分配阀三位六通液压阀。4.2.4油箱容积与管路内径确定油箱容积L倍3倍高压油管内径mm低压管路内径mm根据管路计算结果选用（HG4-406-66）两层钢

46、丝编织胶管作为高压管，管接头形式为A型扣压式；低压回油管则选用内径的一层钢丝编织低压胶管（HG4-406-66）。液压油冬季选用HJ-20号机械油，夏季HJ-30号机械油。4.3取力器的选择 各类专用汽车的专用工作装置主要由汽车发动机提供动力源。取力器就是汽车的一种专用动力输出装置。它从发动机取出部分功率，用于驱动各类液压泵、真空泵、空压机以及各种专用汽车工作机械。4.3.1取力器布置方案选择 专用车取力总布置方案决定于取力方式。常见的取力方式可分类如下： 从发动机前端取力的特点是采用液压传动，适合于远距离输出动力。固此种取力方式常用于由长头式汽车底盘改装的大型混泥土搅拌运输车。 从飞轮后端取

47、力的特点是取力器不受主离合器影响，传动系统与发动机直接相连，取力器到工作装置距离短、传动系统简单可靠、取出的功率大、传动效率高。这种方案应用较广，如平头式汽车改装的大、中型混泥土搅拌车等。 从变速器轴取力的布置方案又称变速器上置式方案。此种方案将取力器叠置于变速器之上，用一惰轮与轴常啮合齿轮啮合获取动力，固需改制原变速器顶盖。此方案应用很广，如自卸车、冷藏车、垃圾车等一般都从变速器上端取力。 从变速器取力的其他方案 从变速器取力有多种方案，如从中间轴末端取力，从道档齿轮取力，从上取力等。但最常见的还是从中间轴齿轮取力，称为侧置式取力，又可分为左侧与又侧布置方案，如CA1091系列汽车取力器、E

48、Q1090系列汽车取力器均为侧置取力器。 传动轴取力方案是将取力器设计成一独立结构，设置于变速器输出轴与汽车万向传动轴之间，该独立的专用取力装置固定在汽车车架上不随传动轴摆动，也不伸缩。设计时应使用可伸缩的附件传动轴与其相连，并应注意动平衡与隔振消振。 分动器取力布置方案主要用于全轮驱动的牵引车、汽车起重机等来驱动绞盘或起重机构。从取力器到工作装置间可采用机械传动或液压传动。本设计选用底盘为 CA1091，所以选用从中间轴齿轮取力的布置方案。4.3.2取力器基本参数选择取力器实质上是一种单级变速器。其基本参数有取力器总速比、额定输出转矩、输出轴旋向以及结构质量等。CA1091系列汽车取力器有P

49、T012/252 、PT012/263、PT012/264、PT012/273等30几种型号。其总速比（发动机转速与取力器输出转速之比）有1.06、0.892、1.253、1.199等多种配比。其额定输出扭矩有210Nm、170Nm、100Nm和392Nm 等。输出旋向均为与发动机旋向相反。结构参考质量为12、12.5kg。本设计选用取力器型号为PT012/264,其总速比为1.253第5章 高位自卸基本性能参数计算 专用汽车性能参数计算是总体设计的主要内容之一，其目的是检验整车参数选择是否合理，使用性能参数能否满足要求。最基本的性能参数计算包括动力性计算、经济性和稳定性计算。 高位自卸汽车整

50、车性能参数见表5-1，表5-2。表5-1与计算有关的整车参数名称符号数值与单位发动机最大功率99发动机最大功率时的转速3000发动机最大转矩372发动机最大转矩时的转速12001400车轮动力半径0.493车轮滚动半径0.509主减速比6.25汽车列车迎风面积4.5汽车列车总质量(满载)9300表5-2 高位自卸汽车变速器速比挡位123456倒挡7.6404.8342.8561.8951.3371.0007.1075.1 发动机的动力性5.1.1发动机的外特性发动机外特性是专用发动机的外特性是指发动机油门全开时的速度特性，是汽车动力性计算的主要依据。在外特性图上，发动机的输出转矩和输出功率随发

51、动机转速变化的二条重要特性曲线，为非对称曲线。工程实践表明，可用二次三项式来描述汽车发动机的外特性，即 (5-1)式中：发动机输出转矩，（NM）； 发动机输出转速，（r/min）； 、待定系数，由具体的外特性曲线决定。、可由多种途径获得，如果没有所要的发动机外特性，但从发动机铭牌上知道该发动机的最大输出功率及相应转速和该发动机的最大转矩及相应转速时，可用下列经验公式来描述发动机的外特性: （5-2）式中：发动机最大输出转矩，Nm； 发动机最大输出转矩时的转速，r/min； 发动机最大输出功率时的转速，r/min； 发动机最大输出功率时的转矩，Nm。由式（1-1）和式（1-2）可得： （5-3）

52、如果知道发动机外特性曲线时，可利用拉格朗日三点插值法求出待定系数、。在外特性曲线上选取三个点，即（、）（、）（、），依拉氏插值三项式有:将上式展开，与（4-1）连例可得： (5-4)5.1.2 汽车行驶方程式高位自卸汽车在直线行驶时，驱动力和行驶阻力之间存在如下平衡关系： （5-5）式中：驱动力，； 滚动阻力，；坡道阻力，； 空气阻力，；加速阻力，。换算后的 （5-6）又因为 （5-7）将式（5-7）代入（5-6）并整理后，可得： （5-8）式中： （5-9）5.1.3 动力性评价指标衡量汽车动力性能的评价指标有三个。即最高车速、最大爬坡度和加速性能。1 最高车速根据最高车速的定义，有a=0,

53、j=0,由式（5-8）可得：将滚动阻力方程式代入上式，可得：所以令 （5-10）又因 , ，可确定专用汽车的最高车速为： （5-11）2. 最大爬坡度当汽车以最第挡稳定速度爬起时，j=0，则由式（5-8）可得： （5-12）将上式两边以为自变量求导，可得：当时，a取最大值，此时：代入式（5-12），可得：令 （5-13）对上两式整理可得：因为实际上滚动阻力总是存在，并且滚动阻力系数愈大，汽车爬坡能力愈小，所以上式中应取负号，又因，上式可简化为或 （5-14）式中：专用车辆的最大爬坡度，%。3. 加速度专用车辆在平坦路面上的加速度的计算公式如下： （5-15）专用车辆在某一挡位加速过程中最大加速

54、度可由的极值点求出，令： 但可得高位自卸汽车在该挡加速时的最大加速度(m/s2)如下： （5-16）5.1.4 整车动力性计算1 确定动力性计算所需的有关系数系数、和的确定结果如表5-3所列，回转质量换算系数如表5-4所列。表5-3动力性计算需确定的有关系数名称符号数值发动机外特性修正系数0.90直接挡时传动系效率0.90其它挡时传动系效率0.87空气阻力系数0.04滚动阻力系数0.00860.000148表5-2质量换算系数的计算结果挡位123456倒挡2.7811.8041.3481.1931.1281.12.5972.确定发动机外特性曲线的数学方程采用前面介绍的拉氏三点插值法来拟合该发动

55、机的外特性曲线。首先在发动机外特性图上和表5-1中选择三点有代表性的坐标值，即r/minNm r/min Nm r/min Nm 然后利用公式（5-4）计算系数、，为方便计算，记 则 即得发动机外特性的数学方程如下：3.计算各档位时的系数、和的值依据公式（5-9）和（5-10），将上面确定的有关参数分别代入计算，计算的结果如表5-3所列。 4. 计算高位自卸汽车的最高车速将直接档（第6档位）、和值代入式（5-11），可得该高位自卸汽车的最高车速为5. 计算最大坡度将最低档（第一档位）、的值代入式（5-13），可得：将E代入式（5-14），可得：高位自卸汽车的最大爬坡度为：6最大加速度将各档的、的值代入式（5-16）有：5.3 高位自卸汽车稳定性计算 由普通汽车底盘改装成的专用汽车，其质心位置均较普通货车为高，其原因是由于副车架或工作装置的布置，使装载部分的位置提高了，因此需对整车的静态稳定性重新进行计算。 对高位自卸汽车，不仅要对运输状态进行稳定性计算，对作业状态的稳定性也应进行计算，如汽车在举升卸货时，就有纵向或侧向失稳的可能性。 5.3.1高位